某輕型貨車怠速低頻振動改善技術探究

王曉宏 董志鴻 林文干 陳文博

東風汽車股份有限公司商品研發院 湖北武漢 430057

1 前言

在當前競爭激烈的汽車市場上，同檔次車型在常規性能方面的綜合“性價比”越來越接近，因此提高車輛的駕乘舒適性成為新的競爭焦點，其中NVH占據主要地位。NVH不僅是影響車輛舒適性的重要因素，也是評價其質量品質的重要指標之一，涉及車輛的振動噪聲問題已經成為汽車技術領域的一個研究熱點[1]。

輕卡采用氣動剎車系統，為其提供氣源的打氣泵為單缸活塞結構，其工作時候產生較大的周期激勵。在頻率規劃中，打氣泵激勵頻率主要影響發動機和駕駛室Z向跳動頻率，同時需與發動機怠速一階頻率合理分離，防止拍頻問題出現。

8.3 Hz低頻振動在人體比較敏感的振動頻率區間內，根據GB/T 13442-92《人體全身振動暴露的舒適性降低界限和評價準則》規定，人體在8.3 Hz振動環境中能保持24 h舒適性的振動幅值應該小于0.045 m/s2，而在此頻率下達到使人完全感受不到的振動幅值有更嚴苛的要求。

2 問題現象描述和振動響應測試

某款輕型貨車主觀評價怠速工況低頻振動較大，主要表現在大腿晃動幅度較大，使人感受極不舒服，主觀評價不可接受。

針對以上現象，在車輛定置狀態測試怠速工況下主駕地板振動數據，見圖1。

圖1 原始狀態怠速工況主駕地板振動頻譜

由圖1可以看到，怠速工況下主駕地板在8.3 Hz振動水平達到0.14 m/s2（主要是Z向），而主駕地板怠速8.3 Hz振動目標值為≤0.05 m/s2，顯然怠速地板Z向振動沒有達到目標，所以以下分析主要是研究Z向振動。

3 問題分析

尋找怠速8.3 Hz的激勵源，發現用于氣制動的打氣泵裝在發動機上，曲軸和打氣泵的速比為0.667，發動機怠速750 r/min，打氣泵激勵頻率f通過以下公式計算，其中c是打氣泵與曲軸的速比，n是發動機工作轉速。

主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題從源、路徑、響應的思路分析，振動源方面需要降低打氣泵的振動水平，或者是改變發動機怠速轉速來改變打氣泵的怠速激勵頻率；傳遞路徑方面有駕駛室懸置軟墊剛度參數優化改變剛體模態頻率，車架模態頻率優化，動力總成懸置軟墊剛度參數優化改變剛體模態頻率，解析思路見表1。

表1 怠速8.3 Hz振動解析思路

3.1 打氣泵振動優化

發動機通過齒輪或者皮帶驅動打氣泵的曲軸，以驅動連桿活塞機構泵送空氣，注入的氣體通過管道引入儲氣罐。打氣泵在工作的時候會產生很大的激勵力，頻率為8.3 Hz，理論上降低打氣泵工作時的激勵力，對改善怠速振動有好處。

目前為了降低打氣泵激勵力，大部分廠家通過把打氣泵的連桿活塞機構材料由鐵改為鋁，這樣不僅可以降低打氣泵的激勵力，而且對發動機輕量化也有好處。

更換鋁連桿打氣泵后的振動數據見表2，可以看到鐵連桿打氣泵怠速發動機端振動最大達到0.47 m/s2，鋁連桿打氣泵怠速發動機端振動最大為0.19 m/s2，鋁連桿打氣泵激勵力遠小于鐵連桿打氣泵激勵力。

表2 鐵連桿和鋁連桿振動對比表

考察主駕地板振動水平見圖2，為發動機0.667階振動掃頻曲線，其中紅色為鐵連桿打氣泵，綠色為鋁連桿打氣泵，可以看出換鋁連桿打氣泵后主駕地板振動水平下降明顯。

圖2 鐵連桿和鋁連桿主駕地板發動機0.667階振動掃頻曲線對比

3.2 整車VTF仿真

換裝鋁合金連桿打氣泵后雖然主駕地板振動水平大幅下降，但是還沒有達到振動客觀目標值，主觀感受仍然不可接受。分析圖2的振動曲線，要想進一步降低怠速（750 r/min）振動水平，需要提高系統共振頻率，即振動峰值對應的發動機轉速需要繼續提高。

為了進一步提高傳遞路徑的共振頻率，嘗試調整駕駛室懸置軟墊剛度、發動機懸置軟墊剛度及車架加強方案。通過整車VTF仿真分析，考察在相同的激勵下，主駕地板和主駕座椅安裝點處的振動響應，找出影響駕駛室抖動的關鍵因素，提供參考方向。圖3為整車模型。

圖3 整車模型

做整車VTF仿真計算時，設置激勵力為1 g，激勵方式為上下0～20 Hz掃頻，激勵點為動力總成正下方，響應點為主駕地板和主駕座椅安裝點，見圖4。

圖4 VTF仿真計算時的激勵點和響應點

首先通過改變駕駛室的前后懸置軟墊剛度計算整車VTF（見圖5），可以看到當駕駛室懸置軟墊剛度增加30%和減小30%時，整車VTF曲線在6～9 Hz的共振頻率基本沒有發生變化，所以可以看到駕駛室剛體模態對其懸置軟墊剛度的變化并不敏感，同時也可以說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題通過優化駕駛室懸置這條路徑不可實現。

圖5 改變駕駛室懸置軟墊剛度前后整車VTF曲線對比

通過改變車架縱梁的局部剛度從而達到改變車架模態后計算整車VTF（見圖6），可以看到改變車架模態后整車VTF 曲線在6～9 Hz的共振頻率沒有發生變化，說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題通過優化車架模態這條路徑不可實現。

圖6 車架縱梁局部加強方案整車VTF曲線對比

通過改變動力總成的前后懸置軟墊剛度計算整車VTF（見圖7），可以看到當動力總成懸置軟墊剛度增加30%和減小30%時，整車VTF 曲線在6～9 Hz的共振頻率時會發生很大的變化，所以可以看到動力總成剛體模態對其懸置軟墊剛度的變化非常敏感，同時也說明主駕地板怠速8.3 Hz的振動問題可以通過優化動力總成懸置這條路徑來實現。

圖7 改變動力總成懸置軟墊剛度前后整車VTF曲線對比

繼續優化動力總成懸置剛度，找到一個合適的剛度值，使共振頻率避開8.3 Hz，優化結果見圖8。

圖8 優化動力總成懸置軟墊剛度避開8.3Hz共振

通過以上VTF分析優化動力總成懸置參數，在現有軟墊剛度的基礎上增加前后懸置軟墊剛度，通過裝車評價測試，找到一組振動狀態最好的剛度值，見表3。

表3 動力總成懸置動剛度優化前后對比 單位:N/mm

4 改進驗證

優化打氣泵激振力和動力總成懸置后主駕地板振動對比數據見圖8，可以看到怠速8.3 Hz振動水平由原來的0.14 m/s2降低到0.04 m/s2，同時可以看到怠速發動機2階25 Hz振動水平有所提高，但是在0.1 m/s2的目標范圍內，改善明顯，主觀評價較好。

圖9 優化后主駕地板發動機0.667階振動掃頻曲線對比

5 結語

首先，此車怠速8.3 Hz振動源是打氣泵激勵，通過把打氣泵連桿材料由鐵改為鋁可以減小打氣泵的振動輸入。

其次，整車VTF仿真分析可以快速有效地找到影響駕駛室抖動的關鍵因素，為怠速振動的改善提供改進方向。

最后，商用車制動形式一般為氣制動，在懸置系統設計時需要考慮發動機剛體模態和打氣泵的激勵頻率合理避頻，這對懸置系統設計提出更高的要求。